Thiết Kế Đồ Án Môn Học Chỉ Tiết Máy Tại Trường Đại Học Giao Thông Vận Tải TP.HCM

Chuyên khảo phân tích Ồ án môn học chi tiết máy, đánh giá các khía cạnh quan trọng, đề xuất hướng nghiên cứu tiếp theo., phục vụ nghiên cứu và ứng dụng thực tiễn

• Trường học: Trường Đại Học Giao Thông Vận Tải TP.HCM
• Chuyên ngành: Chỉ Tiết Máy
• Đề tài: Thiết Kế Đồ Án Môn Học Chỉ Tiết Máy Tại Trường Đại Học Giao Thông Vận Tải TP.HCM
• Loại tài liệu: Đồ Án Tốt Nghiệp
• Địa điểm: TP.HCM

Mục lục chi tiết

• LỜI NÓI ĐẦU
• 1. CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
• 1.1. XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT TRÊN TRỤC ĐỘNG CƠ
• 1.2. XÁC ĐỊNH SỐ VÒNG QUAY SƠ BỘ CỦA ĐỘNG CƠ ĐIỆN
• 2. CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI
• 2.1. CHỌN LOẠI ĐAI VÀ CÁC THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN
• 3. CHƯƠNG 3: TÍNH TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG
• 3.1. CHỌN VẬT LIỆU VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
• 3.2. XÁC ĐỊNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP
• 3.3. KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN TIẾP XÚC VÀ UỐN
• 3.4. KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ QUÁ TẢI
• 4. CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ TRỤC
• 4.1. CHỌN VẬT LIỆU VÀ XÁC ĐỊNH ĐƯỜNG KÍNH TRỤC
• 4.2. VẼ SƠ ĐỒ HỘP GIẢM TỐC VÀ XÁC ĐỊNH KHOẢNG CÁCH GỐI ĐỠ
• 4.3. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

Tóm tắt

I. Hướng dẫn Đồ án Chi tiết máy ĐH GTVT TP

Đồ án môn học Chi Tiết Máy là một cột mốc quan trọng trong chương trình đào tạo của Khoa Cơ khí GTVT TPHCM. Đây không chỉ là một bài tập lớn chi tiết máy mà còn là cơ hội để sinh viên tổng hợp kiến thức từ nhiều môn học như Sức bền vật liệu, Nguyên lý máy và Dung sai lắp ghép. Mục tiêu chính của đồ án là rèn luyện kỹ năng tính toán thiết kế máy, từ việc phân tích yêu cầu, lựa chọn phương án, đến hoàn thiện một bộ hồ sơ kỹ thuật hoàn chỉnh. Một đồ án chi tiết máy UTH thành công đòi hỏi sự kết hợp nhuần nhuyễn giữa lý thuyết và thực hành, giữa tính toán trên giấy và hiện thực hóa trên các phần mềm thiết kế cơ khí chuyên dụng. Quá trình thực hiện giúp sinh viên làm quen với quy trình thiết kế chuẩn công nghiệp, rèn luyện tính cẩn thận và tư duy logic. Sản phẩm cuối cùng không chỉ là một bản thuyết minh đồ án chi tiết máy dày dặn mà còn là các bản vẽ chi tiết máy A0 thể hiện rõ kết cấu và nguyên lý hoạt động của hệ thống. Thông qua việc thực hiện đề tài cụ thể, như thiết kế hộp giảm tốc, sinh viên sẽ phải tự mình giải quyết các bài toán từ cơ bản đến phức tạp, bao gồm việc chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền, và tính toán độ bền cho từng chi tiết. Đây là bước chuẩn bị không thể thiếu cho các công việc kỹ sư thiết kế trong tương lai, giúp sinh viên tự tin hơn khi bước vào môi trường làm việc thực tế.

1.1. Mục tiêu và yêu cầu cốt lõi của đồ án chi tiết máy UTH

Mục tiêu chính của đồ án chi tiết máy UTH là hệ thống hóa kiến thức cơ sở ngành, giúp sinh viên áp dụng lý thuyết đã học vào giải quyết một bài toán kỹ thuật cụ thể. Yêu cầu cốt lõi bao gồm việc thiết kế một hệ thống truyền động cơ khí hoàn chỉnh, thường là trạm dẫn động cho một cơ cấu máy nhất định. Sinh viên phải thực hiện toàn bộ quy trình, bắt đầu từ việc phân tích các thông số đầu vào như công suất, số vòng quay, và chế độ tải trọng. Dựa trên đó, sinh viên cần thực hiện tính toán thiết kế máy một cách chi tiết, đảm bảo các chi tiết máy làm việc bền, ổn định và hiệu quả. Các chỉ tiêu về khả năng làm việc, độ bền, và tuổi thọ là những yếu-tố-quan-trọng-nhất-cần-được-xem-xét.

1.2. Cấu trúc bản thuyết minh và yêu cầu bản vẽ chi tiết máy

Một bộ hồ sơ đồ án hoàn chỉnh bao gồm hai phần chính: thuyết minh và bản vẽ. Bản thuyết minh đồ án chi tiết máy phải được trình bày rõ ràng, logic, đi từ tổng quan đến chi tiết. Cấu trúc thường bao gồm các chương: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền, Tính toán các bộ truyền (đai, xích, bánh răng), Thiết kế trục và các chi tiết liên quan, Chọn ổ lăn và khớp nối. Mỗi bước tính toán cần có dẫn chứng từ tài liệu chi tiết máy uy tín, ví dụ như sách của tác giả Nguyễn Hữu Lộc. Về phần bản vẽ, yêu cầu tối thiểu là một bản vẽ chi tiết máy A0 cho bản vẽ lắp hộp giảm tốc và các bản vẽ chi tiết (khổ A3/A4) cho các chi tiết điển hình như bánh răng, trục. Các bản vẽ phải tuân thủ nghiêm ngặt tiêu chuẩn kỹ thuật về đường nét, kích thước, dung sai và độ nhám bề mặt.

II. Các lỗi sai thường gặp khi thiết kế đồ án chi tiết máy

Quá trình Thiết Kế Đồ Án Môn Học Chi Tiết Máy Tại Trường Đại Học Giao Thông Vận Tải TP.HCM luôn tiềm ẩn nhiều thách thức, đặc biệt với sinh viên lần đầu tiếp cận. Một trong những sai lầm phổ biến nhất là việc lựa chọn phương án thiết kế không tối ưu, dẫn đến hệ thống cồng kềnh, hiệu suất thấp hoặc chi phí chế tạo cao. Lỗi trong việc tính toán sức bền vật liệu cũng thường xuyên xảy ra, như áp dụng sai công thức, bỏ qua các hệ số quan trọng (hệ số an toàn, hệ số tải trọng động), hoặc chọn vật liệu không phù hợp với điều kiện làm việc. Nhiều sinh viên gặp khó khăn trong việc tra cứu và áp dụng đúng các tiêu chuẩn kỹ thuật, dẫn đến việc chọn sai kích thước then, ổ lăn, hoặc các thông số của bộ truyền. Việc trình bày bản thuyết minh đồ án chi tiết máy thiếu logic, không trích dẫn nguồn tài liệu rõ ràng cũng là một điểm trừ lớn. Bên cạnh đó, các sai sót trên bản vẽ chi tiết máy A0 như thiếu kích thước, sai tỷ lệ, hoặc trình bày không đúng tiêu chuẩn cũng làm giảm chất lượng tổng thể của đồ án. Hiểu rõ những lỗi này là bước đầu tiên để có một kế hoạch làm việc hiệu quả và tránh những sai lầm không đáng có trong quá trình thực hiện.

2.1. Thách thức trong việc chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

Bước đầu tiên, chọn động cơ, thường gặp sai lầm khi sinh viên tính toán công suất cần thiết một cách sơ sài, không xét đến hiệu suất của toàn bộ hệ thống truyền động. Công suất tương đương của chế độ tải thay đổi cũng là một khái niệm dễ gây nhầm lẫn. Sau khi đã chọn được động cơ, việc phân phối tỷ số truyền chung (u_chung) cho các bộ phận như bộ truyền đai và hộp giảm tốc 2 cấp cần được thực hiện hợp lý. Phân phối không tối ưu có thể dẫn đến kích thước hộp giảm tốc quá lớn hoặc quá nhỏ, ảnh hưởng đến kết cấu chung và khả năng làm việc của hệ thống. Đây là giai đoạn nền tảng, một sai sót nhỏ ở đây có thể ảnh hưởng đến toàn bộ các bước tính toán về sau.

2.2. Sai sót phổ biến trong tính toán sức bền vật liệu của bộ truyền

Trong phần tính toán bộ truyền bánh răng, sai sót trong việc tính toán sức bền vật liệu là rất phổ biến. Sinh viên thường bỏ qua việc kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn một cách đầy đủ. Việc chọn các hệ số như hệ số tuổi thọ (K_HL), hệ số tải trọng động (K_v) không chính xác sẽ dẫn đến kết quả ứng suất sai lệch. Đặc biệt, việc xác định ứng suất cho phép [σ] và kiểm nghiệm răng về quá tải là các bước quan trọng thường bị xem nhẹ, có thể dẫn đến phá hỏng chi tiết khi làm việc dưới tải trọng cực đại. Đối với bộ truyền xích hoặc đai, việc tính toán lực căng và lực tác dụng lên trục không chính xác cũng là lỗi thường gặp, ảnh hưởng trực tiếp đến độ bền của trục và ổ lăn.

2.3. Khó khăn khi sử dụng phần mềm thiết kế cơ khí CAD

Việc sử dụng các phần mềm thiết kế cơ khí như AutoCAD hay Solidworks là yêu cầu bắt buộc. Tuy nhiên, nhiều sinh viên gặp khó khăn trong việc trình bày bản vẽ đúng tiêu chuẩn kỹ thuật. Các lỗi thường thấy bao gồm: quản lý layer kém, đường nét không đúng quy định, ghi kích thước và dung sai cẩu thả. Việc dựng mô hình 3D trên Solidworks và sau đó xuất ra bản vẽ 2D trên AutoCAD cũng đòi hỏi kỹ năng và sự cẩn thận để đảm bảo tính nhất quán và chính xác. Một đồ án mẫu chi tiết máy UTH tốt luôn đi kèm với bộ bản vẽ chuyên nghiệp, rõ ràng và đúng chuẩn.

III. Phương pháp chọn động cơ cho đồ án chi tiết máy UTH

Giai đoạn chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền là nền tảng quyết định sự thành công của toàn bộ quá trình thiết kế đồ án chi tiết máy. Một lựa chọn đúng đắn sẽ đảm bảo hệ thống vận hành ổn định và tối ưu về mặt kích thước cũng như chi phí. Quy trình này đòi hỏi sự chính xác cao trong từng bước tính toán, từ việc xác định công suất làm việc yêu cầu đến việc chọn ra một động cơ cụ thể từ catalogue của nhà sản xuất. Đầu tiên, cần xác định công suất trên trục công tác và hiệu suất toàn bộ hệ thống truyền động. Hiệu suất này là tích của hiệu suất từng bộ phận riêng lẻ như khớp nối, ổ lăn, bộ truyền bánh răng và bộ truyền đai. Từ đó, công suất cần thiết của động cơ được tính toán. Tiếp theo, số vòng quay sơ bộ của động cơ được xác định dựa trên số vòng quay trục công tác và tỷ số truyền chung của hệ thống. Tỷ số truyền chung này được chọn sơ bộ dựa trên kinh nghiệm thiết kế cho từng loại bộ truyền. Dựa vào hai thông số quan trọng là công suất cần thiết và số vòng quay sơ bộ, sinh viên sẽ tra cứu catalogue để chọn ra một loại động cơ điện không đồng bộ 3 pha phù hợp, đảm bảo các chỉ số về công suất, tốc độ quay và hiệu suất đáp ứng yêu cầu của đề tài.

3.1. Quy trình xác định công suất cần thiết trên trục động cơ

Công suất cần thiết của động cơ (P_ct) được xác định từ công suất trên trục công tác (P_t) và hiệu suất chung của hệ thống (η). Công thức cơ bản là P_ct = P_t / η. Đối với các chế độ tải thay đổi, cần tính công suất tương đương (P_td) trước. Hiệu suất chung (η) được tính bằng tích hiệu suất của các bộ phận: η = η_kn * η_ol^n * η_br^m * η_đai. Dẫn chứng từ tài liệu gốc, với 4 cặp ổ lăn (η_ol = 0.99), 2 cặp bánh răng trụ (η_br = 0.98), 1 khớp nối đàn hồi (η_kn = 1) và 1 bộ truyền đai thang (η_đai = 0.95), hiệu suất chung sẽ được tính toán một cách chính xác. Việc tính toán này đảm bảo động cơ được chọn có đủ công suất để thắng mọi tổn thất năng lượng trong hệ thống.

3.2. Cách xác định số vòng quay và chọn động cơ điện phù hợp

Số vòng quay sơ bộ của động cơ (n_sb) được tính theo công thức n_sb = n_ct * u_chung, trong đó n_ct là số vòng quay trục công tác và u_chung là tỷ số truyền chung. Tỷ số truyền chung là tích của tỷ số truyền bộ truyền ngoài (u_ngoài) và tỷ số truyền hộp giảm tốc (u_hộp). Theo tài liệu tham khảo, u_ngoài cho bộ truyền đai thường từ 2-5, u_hộp cho hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp từ 8-40. Sau khi có công suất cần thiết và số vòng quay sơ bộ, ta tiến hành tra bảng thông số động cơ (ví dụ Phụ lục P1.3, tài liệu [1]) để chọn động cơ có các thông số P_đc >= P_ct và n_đc (số vòng quay đồng bộ) gần nhất với n_sb.

3.3. Phân phối tỷ số truyền cho hộp giảm tốc và các bộ truyền

Sau khi đã chọn được động cơ với số vòng quay thực tế, tỷ số truyền chung thực tế của hệ thống được tính lại: u_thực = n_đc / n_ct. Tỷ số truyền này sau đó được phân phối cho các bộ phận. Ví dụ, phân u_thực thành u_đai và u_hộp. Tiếp tục phân u_hộp thành u_nhanh cho cấp nhanh và u_chậm cho cấp chậm trong hộp giảm tốc 2 cấp. Việc phân phối này cần tuân theo các khuyến nghị thiết kế để đảm bảo kích thước các bộ truyền bánh răng hợp lý và điều kiện bôi trơn tối ưu, tránh tình trạng bánh răng cấp chậm bị ngập quá sâu trong dầu.

IV. Bí quyết tính toán thiết kế hộp giảm tốc và bộ truyền

Phần cốt lõi của Thiết Kế Đồ Án Môn Học Chi Tiết Máy chính là việc tính toán và thiết kế các bộ truyền, đặc biệt là thiết kế hộp giảm tốc. Đây là phần chiếm khối lượng tính toán lớn nhất và đòi hỏi sự tỉ mỉ, chính xác cao. Quy trình bao gồm việc thiết kế bộ truyền ngoài (thường là bộ truyền đai hoặc bộ truyền xích) và các bộ truyền bánh răng bên trong hộp giảm tốc. Đối với mỗi bộ truyền, sinh viên cần thực hiện đầy đủ các bước: chọn vật liệu, xác định ứng suất cho phép, tính toán các thông số hình học cơ bản, và cuối cùng là kiểm nghiệm các chỉ tiêu về độ bền. Việc lựa chọn vật liệu cho bánh răng lớn và bánh răng nhỏ phải đảm bảo có sự chênh lệch về độ rắn để tăng khả năng chống mài mòn. Các thông số như mô-đun, số răng, góc nghiêng, khoảng cách trục cần được tính toán và sau đó tiêu chuẩn hóa. Bước quan trọng nhất là kiểm nghiệm độ bền, bao gồm kiểm nghiệm bền tiếp xúc để chống tróc rỗ bề mặt và kiểm nghiệm bền uốn để chống gãy răng. Đây là kiến thức nền tảng giúp đảm bảo các chi tiết trong đồ án chi tiết máy UTH có thể hoạt động an toàn và đạt tuổi thọ thiết kế.

4.1. Hướng dẫn thiết kế bộ truyền đai thang chi tiết

Thiết kế bộ truyền đai thang bắt đầu bằng việc chọn loại đai dựa trên công suất và số vòng quay. Sau đó, các thông số hình học được xác định: đường kính bánh đai dẫn (d1) và bị dẫn (d2), khoảng cách trục sơ bộ (a), và chiều dài đai (L). Vận tốc đai cần được kiểm tra để đảm bảo nằm trong giới hạn cho phép. Góc ôm trên bánh đai nhỏ (α1) là một thông số quan trọng, phải lớn hơn giá trị tối thiểu để tránh trượt đai. Cuối cùng, tiết diện đai và số lượng đai cần thiết được xác định dựa trên lực vòng và ứng suất cho phép của vật liệu đai. Các hệ số hiệu chỉnh như hệ số tải trọng động, hệ số ảnh hưởng góc ôm, và hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cần được áp dụng để đảm bảo tính toán chính xác.

4.2. Tính toán thông số cho bộ truyền bánh răng cấp nhanh chậm

Đối với hộp giảm tốc 2 cấp, việc tính toán được thực hiện riêng cho cấp nhanh và cấp chậm. Quy trình bắt đầu bằng việc chọn vật liệu (ví dụ thép 45 tôi cải thiện). Sau đó, xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép. Dựa trên mô-men xoắn trên trục, ta tính sơ bộ khoảng cách trục (a_w). Từ đó, xác định các thông số ăn khớp: mô-đun (m), số răng (z1, z2), và chiều rộng vành răng (b_w). Các thông số này sau đó được điều chỉnh và tiêu chuẩn hóa. Cần lưu ý sự khác biệt giữa bánh răng trụ răng thẳng (cấp chậm) và bánh răng trụ răng nghiêng (cấp nhanh) về công thức tính toán và các hệ số liên quan.

4.3. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và độ bền uốn của bánh răng

Đây là bước không thể bỏ qua. Kiểm nghiệm bền tiếp xúc dựa trên công thức Hertz, đảm bảo ứng suất tiếp xúc sinh ra trên bề mặt răng (σ_H) nhỏ hơn ứng suất tiếp xúc cho phép ([σ_H]). Điều này giúp ngăn ngừa hiện tượng tróc rỗ bề mặt. Kiểm nghiệm bền uốn đảm bảo ứng suất uốn tại chân răng (σ_F) nhỏ hơn ứng suất uốn cho phép ([σ_F]), ngăn ngừa gãy răng. Theo tài liệu gốc, các công thức tính toán ứng suất này rất phức tạp, bao gồm nhiều hệ số như Z_M, Z_H, Z_ε (cho bền tiếp xúc) và Y_ε, Y_β, Y_F (cho bền uốn). Việc tra cứu và áp dụng đúng các hệ số này theo cấp chính xác và điều kiện làm việc là yếu tố quyết định độ chính xác của quá trình kiểm nghiệm.

V. Kỹ thuật thiết kế trục và chọn lựa các chi tiết máy

Sau khi hoàn thành tính toán các bộ truyền, bước tiếp theo trong quy trình thiết kế đồ án chi tiết máy là thiết kế trục. Trục là chi tiết máy quan trọng, có nhiệm vụ đỡ các chi tiết quay như bánh răng, bánh đai và truyền mô-men xoắn. Quá trình thiết kế trục là một bài toán phức tạp về tính toán sức bền vật liệu, đòi hỏi phải xác định chính xác các lực tác dụng lên trục từ các bộ truyền và ổ đỡ. Từ đó, các biểu đồ mô-men uốn và mô-men xoắn nội lực được xây dựng. Đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm được xác định dựa trên thuyết bền phù hợp. Ngoài trục, việc lựa chọn các chi tiết máy tiêu chuẩn khác như ổ lăn, then, khớp nối cũng cực kỳ quan trọng. Lựa chọn ổ lăn phải dựa trên tải trọng hướng tâm, tải trọng dọc trục và tuổi thọ yêu cầu. Tính toán và kiểm nghiệm then phải đảm bảo độ bền dập và bền cắt. Việc thực hiện chính xác các bước này không chỉ đảm bảo độ bền và độ tin cậy cho toàn bộ hệ thống trong đồ án chi tiết máy UTH mà còn thể hiện sự hiểu biết sâu sắc của sinh viên về ứng dụng thực tế của cơ học kỹ thuật.

5.1. Xác định sơ bộ đường kính và sơ đồ đặt lực lên trục

Bước đầu tiên của thiết kế trục là xác định sơ bộ đường kính dựa trên công thức kinh nghiệm chỉ xét đến mô-men xoắn: d >= c * cbrt(P/n), với c là hệ số kinh nghiệm. Kết quả này dùng để định hình kết cấu trục và bố trí các chi tiết. Sau đó, một sơ đồ đặt lực chi tiết được thiết lập. Các lực tác dụng lên trục bao gồm: lực vòng (F_t), lực hướng tâm (F_r), và lực dọc trục (F_a) từ các bộ truyền bánh răng nghiêng hoặc côn. Lực căng từ bộ truyền đai và phản lực từ các gối đỡ (ổ lăn) cũng được xác định và đưa vào sơ đồ tính. Sơ đồ này là cơ sở để tính toán mô-men ở các bước tiếp theo.

5.2. Tính toán chính xác đường kính trục tại các tiết diện

Dựa trên sơ đồ lực, ta xác định phản lực tại các gối đỡ và vẽ biểu đồ mô-men uốn trong hai mặt phẳng vuông góc (M_x, M_y) và biểu đồ mô-men xoắn (T). Tại mỗi tiết diện cần tính toán, mô-men uốn tổng hợp (M) được xác định: M = sqrt(M_x^2 + M_y^2). Sau đó, mô-men tương đương (M_td) được tính theo thuyết bền IV (thuyết bền năng lượng biến đổi hình dáng): M_td = sqrt(M^2 + 0.75 * T^2). Cuối cùng, đường kính trục tại tiết diện đó được tính bằng công thức: d >= cbrt(M_td / (0.1 * [σ])), với [σ] là ứng suất uốn cho phép của vật liệu trục. Đường kính tính được sẽ được làm tròn theo dãy kích thước tiêu chuẩn.

5.3. Kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi và tính toán then lắp ghép

Sau khi có kích thước trục, cần tiến hành kiểm nghiệm bền mỏi tại các tiết diện nguy hiểm, thường là nơi có rãnh then hoặc vai trục. Hệ số an toàn mỏi (S) được tính toán và phải đảm bảo S >= [S], với [S] là hệ số an toàn cho phép (thường từ 1.5 đến 2.5). Công thức tính S khá phức tạp, xét đến các yếu tố như giới hạn mỏi, hệ số tập trung ứng suất, kích thước và chất lượng bề mặt. Đối với then, sau khi chọn loại then (thường là then bằng) dựa trên đường kính trục, cần kiểm nghiệm bền dập và bền cắt để đảm bảo mối ghép truyền được mô-men xoắn mà không bị phá hỏng. Đây là các bước kiểm tra cuối cùng để hoàn thiện phần thiết kế trục.

Trích đoạn nội dung tài liệu

Chương I: CHON DONG CO PHAN PHO! TY SO TRUYEN 1.1 XÁC ĐỊNH CONG SUAT TREN TRUC DONG CO: - Céng suat trên trục công tác: P„, = 5 kW - _ Số vòng quay trục công tác: nụ = 52 (vòng/phứt) - Chéd6tai:7,=T ; T)=08T ; t,=06ty 3% =0Aty - Cé6ng suat can thiét cia déng co dién duoc tinh theo céng thie sau: P= * z q - Céng suat tuong đương ( công thức 2.13 TL [1] } P -V `1Pet, + Bật; 2 -V —_Ð2.0,4 , , — tả ti +t 0,6 + 0,4 4,62(kW) - Cé6ng suát trên trục động cơ điện: Pạ, =(1) - _ Hiệu suất truyền động: 7 = my N2N3--- = Nin The NEe-Na Từ bảng tra 2.3 trang 19 tài liệu [1] ta có: + Hiệu suất khớp nói vòng đàn hỏi: „„ = 1 + Hiệu suất 1 cap 6 lăn (4 cặp) : „¡ = 0.99 + Hiệu suất 1 cặp bánh răng trụ (3 Cặp) : ;„„ = 0.98 + Hiệu suất bệ truyền đai thang (để hở) : ng = 0.89 P, 4,62 Thay 7 vao (1) ta duoc: Py, === on = 5,19kw 1.2 XAC DINH SO VONG QUAY SO BO CUA DONG CO ĐIỆN Ngh = Up X Ny Trong đó: + 7i: SỐ vòng quay sơ bộ Của động cơ + Ti„: Số vòng quay của †rục công tác Tu„= 52 (vòng/phút) + u,: ty sé truyén chung cua hé théng dan động Uz = Up X Up U, = Ug : ty $é truyén bé truyén dai thang (chọn từ 2+5) u,: ty số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp (chọn từ 8+40) Từ bảng tra 2.4 trang 21 tài liệu [1] ta có: uạ = 2, uy = 10 Suy ra: Uy = Up XU, = 2X10 = 20 Vay: nop =u; X my, = 20 x 52 = 1040(vong/phit) Chọn động cơ điện thỏa { Py. de =P = Fe dc Hẹp Theo bang P1.3 phụ lục trang 236 tài liệu [1] ta chọn déng co: 4A160S2Y3 Kiêu Công suâật Vận tôc quay cose 7 % Tax Te (kW) (vong/phit) Tin Tạ, DK 52-4 7 1440 0,82 88 2.3 PHAN PHOLTY SO TRUYEN: 1.1 Tỷ số truyền: - _ Theo công thức 3.23 [1], trang 48 ta có công thức tính tỷ truyền toàn bộ hệ: _ ñạc _ 140 _ eg tị My 52°" 1.2 Phân tỷ số truyền của hệ dẫn động: - _ Phân „ cho các cập bánh rang trong hệp giảm tốc: uy = 10 - Theo bang 3.3 Xác định công suất, moment và số vòng quay trên các trục: « _ Công suất trên các trục: Pot 4,62 © Pp = = nggong — 5 1(KW) ° Pos Ta ~ aaa = 4,9(kw) .= ae a = 5,21(kw) ° Pac = = == 5,4(kw) « Số vòng quay trên các trục: c — e n= = 1440 a 533(v/f) n 533 ° nạ = = a 148,97(v/f) n 148,97 ° M3 = = a9 = 933(0/f) ene = = 53,3 —— = 53,3 (v/f /) SMomen xoắn trên các trục: Momert xoắn của động cơ: Pac _ 54 — Tạ.mm) e Momert xoắn của trục 1: Tị = 9,55.mm ny 533 e Momert xoắn của trục 2: T; = 9,55.mm) e Moment xoan cua truc 3: T; = 9,55.mm) e Moment xoán trục công tác: Ty == 9,55.mm) CHUONG 2:Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài : Điều kiện Làm việc: P1 = P’gc=5,21 (kw) n:= na = 1440vg/ph) u=uz=3 Tac = 35812,5 1.Chọn loại đai : Điều kiện làm việc : va chạm nhẹ d; = u.(1— e) — chọn loại đai vải cao su 2.Các thông số bộ truyền : a. Đường kính bánh dẫn : Theo CT4.'V35812,5a = 171,08 + 210,56 (mm) Theo tiêu chuẩn ta chọn : dị = 200 (mm)theo tiêu chuẩn 4.Vận tốc đai: _— mm — 12001440 — P4 — “60000 60000 —- 15,08 (m/s) c. Đường kính bánh đai bị dẫn : dạ =u.(1— £) trong đó e là hệ số trượt e = 0,01 + 0,02 chon €=0,01 > dz = 2.(1—0,01) = 594 (mm) Theo tiêu chuẩn ta chon: d2= 630 (mm) — tỈ số truyền thực tế — đi 630 _ Ye = G-e) 200(1-0,01) — 3,18 —› Xác định lại tỈ số truyền Chon ug = 3,18 _ uch_ 3944 — — tụ, — mm.

12,40 su = VT= ae 2,79 —>u:=1,2.58 Tinh lai us: ue=—2@ = -“—= UyzUu2 3. (1— 0,01) = 631,62 (mm) Theo tiêu chuẩn lấy da = 630 (mm) Tỉ số truyền thực tế đạ 630 U:“— ° (1=) —~= _“" __ 318 200(1-001) ” Sai lệch tỉ số truyền — Ja=w| _— |318-3/19| Au = 0,0031 < 4% — 3,19 => thỏa mãn Khoảng cách trục: ø > (1,5.1660 (mm) Chon a= 1500 (mm) —> chiều dai dai: i _ 2 a+ m.1500 = 4334,58(mm) Số vòng chạy của đai : i= 7 =~~ 4334,58.1073 ON = 3,48(57!) S imax = 3 + 5(s”1) Góc ôm của đai : a, = 180 - 57. 630—200 T00 = 163,66 0 > a > A min — thỏa mãn Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai : F, = 1000.24 ioe= 356,10(N) 1 Đối với đai vải cao su : (P)max dị? 3X = 403 > dị _ 200 -— —=-——_— mm ô 40 40 5 (mm) Theo bảng 4.1 [TL1] ta chọn loại đai ERKHII — 65 không có lớp lót trị số ổ tiêu chuẩn (số lớp = 5) Ứng suất có ích cho phép : ñ = [ao Co. Cg Chon op = 1,8MPa (góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài = 30°) Theo bảng 4.9 [TL1] ky = 2,5 fie = 10 ¬ [au = ke ~ kag6 = 2,5 ~ 10.1=2,03(MPa) Hệ số tải trọng động: Theo bảng 4.7 [TL1] : kz = 1,1 (dẫn động bằng động cơ nhóm 1) Chiều rộng đai: Øplim Chiều rộng đai _ Fekg — 356,10.5 — 38,59 theo tiêu chuẩn chọn : b = 40 (mm) Chiều rộng bánh đai : Theo bảng 21.16 [TL2] : B = 50 mm Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng trên trục : Fy = 09.5 = 360(N) Fo = TT r sin BQ 2800 =~ = 727,38(N) si (TC = ) CHƯNG 3:Tính truyền động bánh răng S6liéu: = Pi = 5,21 kW ni = 533 ( vg/ph) ui = 3,58 U2 = 2,79 Thoi han lam viéc: 24000 h Làm việc êm |.

Chọn vật liệu: Theo bảng 6.1 chọn: Bánh nhỏ: thép 45 thường hoá đạt độ rắn HB 192.240, có ơui = 750MPa Och = 450MPa Bánh Lớn: thép 45 thường hoá đạt độ rắn HB 170.217, có øua = 600 MPa Och2 = 340MPa 2. Phân phối tỉ số truyền: Uy =3,58; U2=2,79 3. Xác định ứng suất cho phép Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt rắn HB 180.350 In 70 Su=1,1 Ø tim Sr=1,75 Trong đó øn„ và Grim là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở S¬, Sr là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn Chọn: độ rắn bánh răng nhỏ HB; = 200; độ rắn bánh răng lớn HBa= 185 8 tim = 2HB, + 70 = 2.200 = 360MPa OF tim? = 2HBy + 70 = 2. 185=333MPa Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc Nho = 30H => Noi =30H7,; = 30.106 Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương 3 ¢ Nue = 60.

Do dé hé s6 tudi tho Kyu = 1 => Noe: >Nuo2 ==> Kuz = 1 Ứng suất tiếp xúc cho phép oO [ou] = Chim SunyxHẨM,, Trong đó. Z:: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng Làm việc Z„: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng K,u: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng Chọn sơ bộ Za.Kn = Í => [Øn]h =1 = 327,3MPa [ou = =.1 = 302,7MPa Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng [=| = (s2llz=}) = (1251 = 315<1,26[OH]2 =378,38 Với cấp chậm thì dùng bánh răng thẳng Do d6 [on] = [on]2=302,7. Dodd Kni=1 Tuong tu => Krua = Í Theo 6.2 [or] = StpgKur-KecKp Sm V6i Kee: Hé sé xét đến ảnh hưởng đặt tải. Với bộ truyền quay 1 chiều Krc = 1 Ya : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng Ys: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất K,r: hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn Chọn sơ bộ Ya.

Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Công thức xác định khoảng cách trục a¿ của bộ truyền bánh răng trụ răng thằng bằng thép ăn khớp ngoài nh- sau: (6.K, aøi > 43 (ui + 1) Ve Øm |“-M1-Ùa Trong đó: -_T¡ là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục I) - Pa = bo/doi = 0,5.(u+T) là hệ số chiều rộng bánh răng. - Kup là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. - Kyy là hệ số kể ảnh h- ởng của tải trọng động. - ui là tỉ số truyền của cặp bánh răng.mm), ui =3,58; wa = 0,2 va [o] = 315 (MPa) - Wa = 0,5.

- Chon so b6 Ky = 1. Thay số vào công thức ta sẽ xác định đ- ợc khoảng cách giữa 2 trục aøi: 4/2334992141 aai> 43. Xác định các thông số ăn khớp a.Môđun của bánh răng trụ răng thẳng (m) đ- ợc xác đỉnh nh- sau: m = (0,01 + 0,02). Theo day tiéu chudn hod ta sé chon m=3 mm.

Chọn sơ bộ:8=35° =>cos B = 0,819 b. Số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ lần ]- ợt là Z¡và Z2 ta có : 2. Tỉ số truyền thực: u„= S=3,58 m(Z4+Z¿) _ 3(83+21) CosB = = 0,821 2a 2190 8=34,81° Kiếm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Là Yêu cầu cần phải đâm bao diéu kién oy < [ou] = 315 MPa.

Do on = Tế: xJ2⁄h:Ku(Uan+1) - ol boUnh ? Trong đó : - Z : Hệ số xét đến ảnh h- ởng cơ tính vật liệu; - Zn : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Z¿ : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; - Kn: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; - ba : Chiều rộng vành răng. - đại : Ð-ờng kính vòng chia của bánh chủ động; Ta đã biết đ- ơc các thông số nh- sau: - T¡ = 93349,9 (N.190 = 38 mm ; lay ba= 40. - Um= 3,58 vy doi = M. - Zm= 274 Mpa! vì bánh răng làm thép tra Bảng 6.5 (Trang 96- Tập 1: Tính toán.

Theo công thức 6.35: tg Bp = coscy.tg34,81 = 0,63 Bp = 32,44° v6i a= arctg(tga/cos B) = arctg(tg20/cos34,81) = 23,9° - Za = VỀ€09—Bb 2.23,99 _ † , cụ r1 1 _ - Z2=V—= Viaz= 0,849 Ta có 1,387. + Ki — hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Ky = Kup. Kv * Kup —hé 86 ké đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 => Kus = 1,11 TLdyw17H - Vận tốc vòng1 = (m/s) 60000 Với dựi - đường kính vòng lăn bánh nhỏ n¡ - số vòng quay của bánh chủ động _ 28w _ 2190 _ wt “Tat 381 76,77 (mm) TLđựy1.